自動(dòng)化畢業(yè)設(shè)計(jì)二級(jí)展開(kāi)式斜齒輪減速器的設(shè)計(jì)

1、機(jī)械基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū) 題目名稱 ：二級(jí)圓柱齒輪減速器 學(xué) 院: 核技術(shù)與自動(dòng)化工程學(xué)院 專 業(yè): 機(jī)械工程及其自動(dòng)化 班 級(jí): 機(jī)械三班 指導(dǎo)老師 : 王翔（老師） 學(xué) 號(hào):201106040322 姓 名:陳建龍 完成時(shí)間 :2014年1月11日 評(píng)定成績(jī) ：目 錄一 課程設(shè)計(jì)書(shū) 二 設(shè)計(jì)要求 三設(shè)計(jì)過(guò)程 1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案 2. 電動(dòng)機(jī)的選擇 3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比 4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù) 5. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪 6. 減速器內(nèi)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì) 6.1高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì) 6.2低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì) 7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì) 7.1輸出軸及其所配合軸承的設(shè)計(jì)

2、7.1中間軸及其所配合軸承的設(shè)計(jì) 7.1輸入軸及其所配合軸承的設(shè)計(jì) 8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì) 9. 箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 10.潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì) 四設(shè)計(jì)小結(jié) 五參考資料 二 設(shè)計(jì)要求題目：工作條件：雙班制工作，有輕度振動(dòng)，小批量生產(chǎn)，單向傳動(dòng)，軸承壽命2年，減速器使用年限為6年，運(yùn)輸帶允許誤差三設(shè)計(jì)過(guò)程題號(hào)運(yùn)輸帶有效應(yīng)力（F/N）運(yùn)輸帶速度V（m/s）卷筒直徑D（mm）已知數(shù)據(jù)96000.243201.傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案:1. 組成：傳動(dòng)裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2. 特點(diǎn)：齒輪相對(duì)于軸承不對(duì)稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動(dòng)方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動(dòng)功率大，將V帶設(shè)置

3、在高速級(jí)。 其傳動(dòng)方案如下：傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)圖裝置總的效率=0.79為V帶的效率,為齒輪的傳動(dòng)效率，為滾子軸承的效率，為聯(lián)軸器的效率（有彈性元件的撓性聯(lián)軸器），為卷筒的效率（齒輪為7級(jí)精度，油脂潤(rùn)滑.因是薄壁防護(hù)罩,采用開(kāi)式效率計(jì)算)。2. 電動(dòng)機(jī)的選擇（1） 選擇電動(dòng)機(jī)的類型按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型（2）選擇電動(dòng)機(jī)的電容計(jì)算所需條件：F：工作機(jī)的工作阻力 V：工作機(jī)卷筒的線速度 T：工作機(jī)的阻力矩裝置的總效率（3） 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速卷筒工作轉(zhuǎn)速取V帶的傳動(dòng)比為24，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比為840求得總傳動(dòng)比的范圍為16160方案電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功

4、率同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動(dòng)比1Y100L2-431500144099.862Y132S-63100096067.04綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、總傳動(dòng)比，選定型號(hào)為Y132S-6的三相異步電動(dòng)機(jī)。3.確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比4.計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速960/3.15=304.76r/min304.76/5.27=57.83r/min/57.83/4.05=14.28r/min=14.28r/min(2)各軸輸入功率2.90.962.78kW滾2.780.980.972.64kW滾2.640.980.972.51kW滾聯(lián)=2.510.980.9

5、92.44kW(3) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550=95502.9/960=28.45 Nm=28.453.150.96=86.03 Nm=86.035.270.980.97=430.98 Nm=430.984.050.980.97=1659.24Nm卷筒軸的輸入功率=1659.240.98 Nm運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動(dòng)機(jī)軸328.459601軸2.7886.03304.762軸2.64430.9857.833軸2.511659.2414.284軸2.441609.7914.28（輸出功率乘以各軸輸出端軸承的功率）5.

6、普通V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)（1） 確定計(jì)算功率（）（2） 選擇V帶的帶型根據(jù)課本157頁(yè)圖8-11推出選擇A型V帶（3） 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d1并驗(yàn)算帶速v根據(jù)課本157頁(yè)表8-8，初選小帶輪直徑d1=100mm帶速v應(yīng)控制在525m/s，最大不應(yīng)超過(guò)30m/s計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑d2（4） 確定中心距a，并選擇V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld初定中心距a0取a0=500mm計(jì)算相應(yīng)的帶長(zhǎng)Ld0查課本表8-2，選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1600mm計(jì)算中心距a及其變動(dòng)范圍（5） 驗(yàn)算小帶輪上的包角（6） 確定帶的根數(shù)z（）根據(jù)d1=100mm，n1=960r/min，查課本表8-4a得P0=0.95KW根據(jù)n1=960r/

7、min，=3.15，A型V帶，查課本表8-4b得P0=0.11KW查表8-2及8-5得=0.99，=0.926 取4根（7） 確定帶的初拉力查課本表8-3得q=0.1kg/m單根V帶所需的最小初拉力（8） 計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力 (9)帶輪采用孔板式結(jié)構(gòu)6. 減速器內(nèi)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)高速級(jí)齒輪1.確定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)高速級(jí)齒輪選用斜齒輪配合，低速級(jí)采用直齒輪配合。運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，所以選7級(jí)精度。齒輪材料及熱處理材料：高速級(jí)小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 高速級(jí)大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS 齒輪精度：按GB/T100951998，選擇7

8、級(jí)，齒根噴丸強(qiáng)化。初步選擇小齒輪齒數(shù)z1=17，大齒輪齒數(shù)z2=90選擇螺旋角，初選螺旋角=152. 齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）數(shù)值的計(jì)算選取試選Kt=1.6查課本圖10-26得=0.742，=0.87，=1.612查課本圖10-30得=2.425計(jì)算小齒輪的轉(zhuǎn)矩查課本表10-7取齒寬系數(shù)d=1.0查課本表10-6得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8查課本圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查課本圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1（2） 計(jì)算圓周速度（3） 計(jì)算齒寬b及模數(shù)（4） 計(jì)算縱向重合度（5） 計(jì)算使用系

9、數(shù)K根據(jù)v=0.87m/s，7級(jí)精度，由課本圖10-8得Kv=1.05由課本表10-4,10-3及圖10-13查得(6) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑（7） 模數(shù)計(jì)算3. 齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)縱向重合度，查課本圖10-28得螺旋角系數(shù)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)由課本表10-5查取齒形系數(shù)由課本表10-5查取應(yīng)力校正系數(shù)查課本圖10-20c得大小齒輪的彎曲疲勞極限分別是查課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4計(jì)算大小齒輪的大齒輪的數(shù)值較大取=2.5mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/

10、T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2.5mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=60.73來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是有：4. 幾何尺寸計(jì)算計(jì)算中心距將中心距圓整為a=195mm按圓整后的中心距修正螺旋角大小齒輪的分度圓直徑計(jì)算齒輪寬度低速級(jí)齒輪（1）齒輪材料及熱處理材料：高速級(jí)小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 高速級(jí)大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS 齒輪精度：按GB/T100951998，選擇7級(jí)，齒根噴丸強(qiáng)化。選取小齒輪的齒數(shù)z1=20,大齒輪的齒數(shù)功率P1=2.64KW，n1=57.83m/s（2） 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)試確定

11、載荷系數(shù) Kt=1.3計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（公式同斜齒輪）取齒寬系數(shù)彈性影響系數(shù)ZE=189.8小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)(公式同斜齒輪)接觸疲勞壽命系數(shù)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取安全系數(shù)S=1（公式同前）（3） 計(jì)算試計(jì)算小齒輪分度圓直徑計(jì)算圓周速度v計(jì)算齒寬計(jì)算齒寬與齒高之比模數(shù)齒高所以計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.3m/s，7級(jí)精度，查課本圖10-8得動(dòng)載系數(shù)直齒輪查課本表10-4取所以按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑計(jì)算模數(shù)m（3） 按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算大小齒輪的彎曲疲勞極限分別是取彎曲疲勞壽命系數(shù)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4計(jì)算

12、載荷系數(shù)由課本表10-5查取齒形系數(shù)由課本表10-5查取應(yīng)力校正系數(shù)計(jì)算大小齒輪的大齒輪的數(shù)值較大因此對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=4mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=110.778來(lái)計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).于是有：(4) 幾何尺寸的計(jì)算分度圓直徑計(jì)算中心距計(jì)算齒輪寬度（5） 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（以低速級(jí)大齒輪為例）分度圓直徑d=m*z=452mm齒根圓直徑df=z*m-2.5*m=442mm齒頂圓直徑da=z*m+2*m=460mm基圓直徑db=z*m*cos(alph

13、a)=424.74mm因齒輪齒頂圓直徑大于160mm而小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜計(jì)算方式如下圖根據(jù)公式求得低速級(jí)大齒輪結(jié)構(gòu)圖：7.傳動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)輸出軸及其所帶軸承的設(shè)計(jì)（1） 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P=2.51KW =14.28r/min =1659.24NM（2） 求作用在齒輪上的力已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為=452所以 F= F= F（直齒輪螺旋角等于0） F= Ftan=0圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:（3）初步確定軸的最小直徑按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取，于是：對(duì)于直徑小于100mm的軸，有一

14、個(gè)鍵槽時(shí)，軸徑增大5%7%d=59.64X1.05=62.622mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)查課本,選取因?yàn)橛?jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)GB/T 5014-2003選取LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為2500Nm,半聯(lián)軸器的孔徑(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)初選方案的結(jié)構(gòu)圖根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,-軸段右端需要制出一軸肩,故取-的直徑;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑半聯(lián)軸器與 ，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故-的長(zhǎng)度應(yīng)比略短一些,

15、現(xiàn)取 初步選擇滾動(dòng)軸承.因軸承不受軸向力的作用,故選用圓柱滾子軸承.參照工作要求并根據(jù)查手冊(cè)標(biāo)準(zhǔn)GB/T283-2007，選用N215E軸承（）故;而 右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位.由手冊(cè)上查得N215E型軸承定位軸肩高度mm, 取安裝齒輪處的軸段;齒輪的右端與左軸承之間采用套筒定位.已知齒輪的寬度為110mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取. 齒輪的右端采用軸肩定位,軸肩高7mm,取.軸環(huán)寬度,取=15mm. 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定) .根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離

16、 ,故取 取低速級(jí)齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a1=16,高速級(jí)齒輪距箱體內(nèi)壁距離a2=24.5mm,兩圓柱齒輪間的距離c=40.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離 s,取s=8,已知滾動(dòng)軸承寬度B=25,高速齒輪輪轂長(zhǎng)L=70,則至此,已初步確定了軸的各端直徑和長(zhǎng)度.5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖, 確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí),所以作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距T=T3=165924N.mm6. 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)=前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得=60MP ， 此軸合理安全7. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度.（這里是設(shè)該軸需要精確校核疲

17、勞強(qiáng)度，如不需要，則這一步工作可省略）. 判斷危險(xiǎn)截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B無(wú)需校核.從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看,截面和處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重,從受載來(lái)看,截面C上的應(yīng)力最大.截面的應(yīng)力集中的影響和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同時(shí)軸徑也較大,故不必做強(qiáng)度校核.截面C上雖然應(yīng)力最大,但是應(yīng)力集中不大,而且這里的直徑最大,故C截面也不必做強(qiáng)度校核,截面和顯然更加不必要做強(qiáng)度校核.由第3章的附錄可知,鍵槽的應(yīng)力集中較系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而,該軸只需膠合截面左右兩側(cè)需驗(yàn)證即可. 截面左側(cè)?？箯澫禂?shù) W=0.1=0.1=42187.5抗扭系數(shù) =0.2=0.2=843

18、75截面的右側(cè)的彎矩M為 截面上的扭矩為 =165924截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力=軸的材料為45鋼。調(diào)質(zhì)處理。由課本表15-1查得：因經(jīng)插入后得2.0 =1.31軸性系數(shù)為=0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以綜合系數(shù)為： K=2.8K=1.62碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的截面右側(cè)抗彎系數(shù) W=0.1=0.1=12500抗扭系數(shù) =0.2=0.2=25000截面左側(cè)的彎矩M為 M=133560截面上的扭矩為 =295截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力=K=K=所以綜合系數(shù)為：K=2.8 K=1.62

19、碳鋼的特性系數(shù) 取0.1 取0.05安全系數(shù)S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的8.鍵的設(shè)計(jì)和計(jì)算選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般7級(jí)以上精度的尺寸的齒輪有定心精度要求，應(yīng)用平鍵.根據(jù) =63mm，查課本表6-1取平鍵截面bxh=18mmX11mm，長(zhǎng)度取90mm根據(jù) =81mm，查課本表6-1取平鍵截面bxh=22mmX14mm，長(zhǎng)度取90mm校和鍵聯(lián)接的強(qiáng)度 查表6-2得 =110MP工作長(zhǎng)度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度由式（6-1）得：103 82 兩者都合適軸承的壽命校核因?yàn)檫x用軸承為N215E型，只受徑向載荷Fr，所以P=Fr=2672.19N軸承使用時(shí)間Lh=輸出軸轉(zhuǎn)速n=1

20、4.28r/min所以（）中間軸及其所帶軸承的設(shè)計(jì)（1） 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P=2.64KW =57.83r/min =430.98NM（2） 求作用在齒輪上的力直齒輪上的力 F= F= F（直齒輪螺旋角等于0） F= Ftan=0斜齒輪上的力 F= F= F（直齒輪螺旋角等于14.545） F= Ftan=681.77N（3）初步確定軸的最小直徑按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)課本取，于是：(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)初選方案的結(jié)構(gòu)圖根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 根據(jù)箱體內(nèi)壁之間的距離是相同的，根據(jù)輸出軸所算推出箱體內(nèi)壁之間的軸段長(zhǎng)為26

21、0.5mm a1=16mm,a2=24.5mm,C=40mm，T=20.75mm，a=18.6mm求的l1=49.75mm，l2=110mm，l3=40mm，l4=60mm，l5=58.25mm初步選擇滾動(dòng)軸承.輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑，因?yàn)橐茌S向力的影響，所以需要選可以提供軸向力的軸承，初選軸承為圓錐滾子軸承，查手冊(cè)選擇30209型圓錐滾子軸承（） 所以取d1=d5=45mm，d2=55mm，d3=65mm，d4=55mm 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)至此,已初步確定了軸的各端直徑和長(zhǎng)度.（5） 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖,

22、 確定頂軸承的支點(diǎn)位置時(shí),所以作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距計(jì)算方法同直齒輪T=T2=430980N.mm6. 按彎曲扭轉(zhuǎn)合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)=前已選軸材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查表15-1得=60MP ， 此軸合理安全其余校核方法同輸出軸的校核方法輸入軸及其所帶軸承的設(shè)計(jì)（1） 求輸出軸上的功率P，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩P=2.78KW =304.76r/min =86.03NM（2） 求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為=61.99mm B=70mm所以 F= F= F F= Ftan=720.15N（3）初步確定軸的最小直徑按課本15-2初步估算軸的最小直徑,選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,

23、根據(jù)課本取，于是：輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑，因?yàn)橐茌S向力的影響，所以需要選可以提供軸向力的軸承，初選軸承為圓錐滾子軸承，查手冊(cè)選擇30206型圓錐滾子軸承（）(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)初選方案的結(jié)構(gòu)圖根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度根據(jù)箱體內(nèi)壁之間的距離是相同的，根據(jù)輸出軸所算推出箱體內(nèi)壁之間的軸段長(zhǎng)為260.5mm a2=24.5mm,B=70mm,C=40mm，T=17.25mm，a=13.8mm求的l1=100mm，l2=17.25mm，l3=158mm，l4=16mm，l5=65mm，l6=54.75mm5. 求軸上的載荷 首先根據(jù)結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖, 確定頂軸承的

24、支點(diǎn)位置時(shí),所以作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距T=T1=86030N.mm其余校核方法同輸出軸的計(jì)算方法一樣9.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機(jī)體采用配合.1. 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長(zhǎng)方形，增強(qiáng)了軸承座剛度2. 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤(rùn)滑，密封散熱。因其傳動(dòng)件速度小于12m/s，故采用侵油潤(rùn)油，同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機(jī)體外型簡(jiǎn)單，拔模方便

25、.4. 對(duì)附件設(shè)計(jì)A 視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開(kāi)有窺視孔，能看到 傳動(dòng)零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開(kāi)窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標(biāo)：油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂

26、部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡.E 蓋螺釘：?jiǎn)⑸w螺釘上的螺紋長(zhǎng)度要大于機(jī)蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F 位銷：為保證剖分式機(jī)體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機(jī)體聯(lián)結(jié)凸緣的長(zhǎng)度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.G 吊鉤：在機(jī)蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運(yùn)較重的物體.減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下：名稱符號(hào)計(jì)算公式結(jié)果箱座壁厚13箱蓋壁厚11箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度16.5箱座底凸緣厚度32.5地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數(shù)目查手冊(cè)6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M12機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋

27、螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）10，至外機(jī)壁距離查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表11-2341816，,至凸緣邊緣距離查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)表11-2281614外機(jī)壁至軸承座端面距離=+（812）45大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離1.220齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離15機(jī)蓋，機(jī)座肋厚10 12軸承端蓋外徑+（55.5）85（1軸）100（2軸）130（3軸）軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離85（1軸）100（2軸）130（3軸）10. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)對(duì)于二級(jí)圓柱齒輪減速器，因?yàn)閭鲃?dòng)裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于，所以采用脂潤(rùn)滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號(hào)潤(rùn)滑，裝至規(guī)定高度.油的深度為H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化學(xué)合成油，潤(rùn)滑效果好。密封性來(lái)講為了保證機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗度應(yīng)為